[go: up one dir, main page]

WO1999045295A1 - Hydrodynamisch-mechanisches mehrgangverbundgetriebe - Google Patents

Hydrodynamisch-mechanisches mehrgangverbundgetriebe Download PDF

Info

Publication number
WO1999045295A1
WO1999045295A1 PCT/EP1999/001362 EP9901362W WO9945295A1 WO 1999045295 A1 WO1999045295 A1 WO 1999045295A1 EP 9901362 W EP9901362 W EP 9901362W WO 9945295 A1 WO9945295 A1 WO 9945295A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
speed
mechanical
hydrodynamic
planetary gear
output
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP1999/001362
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Tillmann KÖRNER
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Voith Turbo GmbH and Co KG
Original Assignee
Voith Turbo GmbH and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE1998109472 external-priority patent/DE19809472C2/de
Priority claimed from DE29803789U external-priority patent/DE29803789U1/de
Application filed by Voith Turbo GmbH and Co KG filed Critical Voith Turbo GmbH and Co KG
Publication of WO1999045295A1 publication Critical patent/WO1999045295A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/34—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/04—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles characterised by arrangement, location or kind of gearing
    • B60K17/06—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles characterised by arrangement, location or kind of gearing of change-speed gearing
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/22—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles characterised by arrangement, location, or type of main drive shafting, e.g. cardan shaft
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/28—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles characterised by arrangement, location, or type of power take-off
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K5/00—Arrangement or mounting of internal-combustion or jet-propulsion units
    • B60K5/02—Arrangement or mounting of internal-combustion or jet-propulsion units with the engine main axis, e.g. crankshaft axis, substantially in or parallel to the longitudinal centre line of the vehicle
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K5/00—Arrangement or mounting of internal-combustion or jet-propulsion units
    • B60K5/04—Arrangement or mounting of internal-combustion or jet-propulsion units with the engine main axis, e.g. crankshaft axis, transversely to the longitudinal centre line of the vehicle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F16H3/663—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with conveying rotary motion between axially spaced orbital gears, e.g. a stepped orbital gear or Ravigneaux
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
    • F16H47/08—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F16H47/085—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion with at least two mechanical connections between the hydrokinetic gearing and the mechanical gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/088—Power-split transmissions with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft
    • F16H2037/0886—Power-split transmissions with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft with switching means, e.g. to change ranges
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0052—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising six forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/202—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set
    • F16H2200/2025—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set using a Ravigneaux set with 5 connections

Definitions

  • the invention relates to a hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission, in particular with the features from the preamble of claim 1.
  • Hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmissions comprising a hydrodynamic speed / torque converter and a mechanical transmission part, are known in a large number of designs.
  • the publication DE 36 04 393 C2 discloses a hydrodynamic
  • Multi-speed compound transmission comprising a torque converter and a manual transmission connected in series with it.
  • the manual transmission comprises two planetary gear sets, the planet carriers of the two planetary gear sets being coupled to one another and forming the output of the manual transmission.
  • Planetary gear sets can be kept low with such an arrangement and, with the corresponding assignment of switching devices, at least three gear stages can be realized, which are kept very short when viewed in the axial direction.
  • the hydrodynamic speed / torque converter comprises a pump wheel, a turbine wheel and two guide wheels - a first guide wheel and a second guide wheel, wherein means are provided which enable the turbine wheel and the first guide wheel to be coupled to the mechanical transmission part in the form of the manual transmission.
  • the total transmission input shaft can be coupled either via the hydrodynamic speed / torque converter and thereby via the turbine wheel to the sun wheel of the one planetary gear set of the mechanical transmission part, or directly via a so-called lock-up clutch.
  • the first idler wheel is connected via a freewheel to the sun gear of the other second planetary gear set of the mechanical transmission part.
  • CONFIRMATION COPY Gear ratio and the gear ratio of the mechanical transmission part are changed by switching the transmission path of the torque emanating from the first stator shaft, by the optional actuation of clutch and / or brake devices, which either fix the first stator shaft or a coupling of the first stator shaft enable the turbine shaft and thus the first sun gear of the first planetary gear set.
  • the invention has for its object to further develop a transmission of the type mentioned in such a way that it can meet the existing application requirements even more optimally, the advantages of the low weight and the small size should be maintained. Furthermore, additional functions, such as the drive of auxiliary units, are to be implemented with as little effort as possible while maintaining the advantages in a small size. In addition, an optimal, i.e. an almost hyperbolic traction, low fuel consumption and a selectable number of gears (4-, 5- or 6-
  • Gearbox depending on the final design speed and the possibility of an easy to implement overdrive.
  • the basic transmission should be universally applicable, i.e. can be used for example for buses with low weight and great weight as well as different final design speeds.
  • the hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission includes one first hydrodynamic transmission part and a further second mechanical transmission part.
  • the first hydrodynamic transmission part comprises a hydrodynamic speed / torque converter with at least one pump wheel, a turbine wheel and a guide wheel.
  • the mechanical transmission part comprises at least one mechanical speed
  • This has at least two planetary gear sets for realizing at least three gear stages - a first planetary gear set and a second planetary gear set - which are constructed and designed such that an element of the first planetary gear set and the second planetary gear set are each at least indirectly connected to the transmission shaft or an element of the hydrodynamic Speed / torque converter can be coupled and a further second element of the first planetary gear set is rotatably coupled to a further second element of the second planetary gear set and this coupling forms the output of the mechanical speed / torque converter.
  • the mechanical gear sets for realizing at least three gear stages - a first planetary gear set and a second planetary gear set - which are constructed and designed such that an element of the first planetary gear set and the second planetary gear set are each at least indirectly connected to the transmission shaft or an element of the hydrodynamic Speed / torque converter can be coupled and a further second element of the first planetary gear set is rotatably coupled to a further second element of the second planetary gear set and this coupling forms the output of the
  • Gear part is preferably coaxial to the hydrodynamic gear part and spatially related to the hydrodynamic speed / torque converter in relation to the position relative to the gear input shaft.
  • the output of the mechanical speed / torque converter is at least indirectly with at least two outputs of the hydrodynamic-mechanical
  • the mechanical transmission part comprises at least a first mechanical speed
  • Multi-speed compound transmission forms The combination with the switching stages enables a multi-course, which in turn leads to the fact that the operating range to be covered can be realized with a plurality of gears, and preferably at least one overdrive or a so-called Overdrivega ⁇ g is provided, with the higher transmission spread phi-total an optimal adaptation to different
  • the gear step changes phi of the mechanical transmission part are preferably selected such that
  • the first output can be arranged coaxially, parallel or at an angle to the theoretical gear axis or to the gear input shaft.
  • the output of the mechanical speed / torque converter can be coupled to a further second output of the hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission.
  • the individual drives can be arranged parallel to one another or at an angle. In relation to the gear axis, these can either be directed coaxially, parallel or at an angle to it.
  • the solution according to the invention makes it possible, in addition to the simple and cost-effective implementation of a multi-speed transmission with more than three gears, by assigning a shift stage to the mechanical speed / torque converter to meet additional requirements with little effort, by providing a further second output in addition to the shift set.
  • Four-wheel drive can be used.
  • the mechanical transmission part preferably comprises a further second mechanical speed / torque conversion device, the output of which comprises the second output of the hydrodynamic-mechanical
  • Multi-speed compound transmission forms The output of the mechanical speed / torque converter is coupled to an input of the second mechanical speed / torque conversion device.
  • the provision of the further second speed / torque conversion device offers the advantage of adapting the performance parameters transmitted via this output to the requirements of the unit to be driven.
  • the second mechanical speed / torque conversion device can also be used as a Group set for the mechanical speed / torque converter operated.
  • the first and second speed / torque conversion devices are preferably constructed identically and / or designed according to the transmission output ratio. This version offers the advantage, above all for use in all-wheel drive vehicles, of creating a particularly compact gear unit with a high power density and low design effort. It leads to the integrated all-wheel drive in the "manual transmission”.
  • the first and / or second speed / torque conversion device can be designed in different ways. These can include, for example, piano wheel sets and / or spur gear stages. There are preferably versions of the speed / torque conversion devices
  • the input of the first and / or second speed / torque conversion device is then formed by the web.
  • speed / torque conversion devices are preferably used, each of which comprises only one planetary gear set and their
  • Crosspieces are each coupled to the crosspieces which are coupled to one another and which form the output of the mechanical speed / torque converter.
  • Both speed / torque conversion devices can also be arranged together in front of or behind the mechanical speed / torque converter. These arrangement options also apply to the speed / torque conversion devices in transmission designs with a mechanical speed
  • the output of the mechanical speed / torque converter corresponding to an output of the compound transmission in the second case.
  • the mechanical speed a particularly compact embodiment, the mechanical speed
  • one of the two drives is coaxial with
  • the arbitrary assignments of the individual drives to each other and to the transmission input shaft are determined by the corresponding design of the individual speed / torque conversion devices, in particular the choice of the torque transmission and
  • / speed-transmitting units of a speed / torque conversion device is not limited.
  • the speed / torque conversion devices are not limited to the implementation of a translation, but can provide different ratios between the speed / torque converter and the output by providing appropriate means, for example in the form of switching elements.
  • the first and / or second speed / torque conversion device can be designed individually and / or jointly switchable.
  • the first and / or second speed / torque conversion device can be activated individually and / or together.
  • the hydrodynamic transmission element comprises at least one pump wheel, a turbine wheel and a stator device comprising a first stator and a second stator.
  • the second idler is connected to the gear housing via a freewheel.
  • the first idler wheel is in drive connection with the mechanical speed / torque converter via a so-called idler shaft.
  • the / Torque converter comprises at least two planetary gear sets, a first planetary gear set and a second planetary gear set, each planetary gear set each having a sun gear, a ring gear, planet gears and a planet carrier.
  • the two planetary gear sets - first planetary gear set and second planetary gear set - are rotatably coupled to one another with respect to a gear element.
  • the first gear element of the first planetary gear set which is non-rotatably connected to a first gear element of the second planetary gear set, is formed in each case by the planet carrier of the associated planetary gear set.
  • Planetary gear set form the inputs of the mechanical speed / torque converter.
  • the first input which is coupled to the sun gear of the first planetary gear set, is connected to the first guide wheel of the hydrodynamic speed / torque converter via a freewheel.
  • the sun gear of the second planetary gear set is preferably with the
  • Turbine wheel shaft connected, which can be coupled to the transmission input shaft either via the hydrodynamic speed / torque converter or the lock-up clutch.
  • the output of the mechanical speed / torque converter forms the input of the first mechanical speed / torque conversion device in the form of a mechanical post-switching stage and is thus coupled to a first transmission output shaft via the corresponding gear ratio.
  • Switching devices in the form of braking devices and clutch devices are provided for realizing the individual gear stages, these preferably being designed in the form of plates.
  • Switching devices must be operated in accordance with the desired gear to be selected and the gear ratio available.
  • a transmission control is preferably provided.
  • a first braking device is used to determine the stator shaft and thus the sun gear of the first planetary gear set.
  • a second braking device is used to determine the ring gear of the first planetary gear set and a third braking device is used to determine the ring gear of the second planetary gear set of the mechanical speed / torque converter.
  • Another fourth braking device is used to determine the sun gear of the additional shift stage.
  • a first coupling element is used to implement the rotationally fixed connection of the sun gear of the first planetary gear set and the sun gear of the second planetary gear set.
  • the secondary stage is arranged in the direction of the power flow from the transmission input shaft to the transmission output shaft, viewed spatially behind the mechanical speed / torque converter, it is possible to implement power take-offs in a simple manner.
  • the mere arrangement of the mechanical additional switching stage behind the mechanical speed / torque converter forms a first basic configuration, which is achieved in particular through the implementation of a multi-speed transmission
  • the post-switching stage is preferably also constructed in the form of a simple planetary gear, but only one switching element in the form of the fourth braking device is used, which serves to lock the sun gear. Otherwise, the web of the mechanical additional switching stage is coupled to the web of the mechanical speed / torque converter. This makes it possible to implement three of the gear stages without actuating a switching element on the secondary shift stage, since the web of the secondary shift stage has the same speed as the output of the mechanical one 11
  • Speed / torque conversion device rotates.
  • the output of the secondary set is formed by the ring gear.
  • This is in drive connection with further speed / torque-transmitting elements, for example with a spur gear or, depending on the configuration of the toothing of the ring gear, also a bevel gear.
  • a further second output is provided.
  • This is preferably at the output of the mechanical speed / torque converter, i.e. directly coupled to the dock.
  • the second power take-off can be a power take-off or a second main power take-off, as a result of which the basic gear is modified in a simple manner to a gear capable of all-wheel drive.
  • the first main output takes place via a shaft parallel to the gear symmetry axis, preferably via the ring gear of the mechanical one
  • Post-switching stage while the second main output can be coupled to the output, here the web of the mechanical speed / torque converter and lies in front of this.
  • the two drives are arranged at an angle to each other - the first drive runs coaxially with the theoretical gear axis, while the second drive runs parallel or perpendicular to it
  • Both speed / torque conversion devices are preferably constructed and / or designed as identical planetary gear sets.
  • With vertical output it is necessary, in particular for the all-wheel drive, to provide a corresponding speed / torque conversion device which makes it possible to implement the two outputs arranged at an angle to one another on two drive shafts arranged essentially parallel to one another.
  • additional transmission stages are used, preferably by means of bevel gears.
  • FIG. 1 illustrates, by way of example, an advantageous embodiment of a hydrodynamic-mechanical multi-speed composite transmission 1 designed according to the invention with at least four shift stages and two outputs - a first output A1 and a second output A2.
  • the hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission 1 comprises a first hydrodynamic transmission part 2 in the form of a hydrodynamic speed / torque converter 3 and a second mechanical transmission part 4.
  • the mechanical transmission part 4 comprises a mechanical speed / torque converter 5 and a group set downstream of this in the direction of force flow in traction mode 6.
  • the mechanical transmission part 4 comprises a mechanical speed / torque converter 5 and a group set downstream of this in the direction of force flow in traction mode 6.
  • Speed / torque converter 5 is designed as a modified Ravigneaux planetary gear set. This comprises a first planetary gear set 7 and a second planetary gear set 8, which have a shared planet carrier 9. This represents the coupling between a transmission element of the first and the second planetary gear set.
  • Planetary gear set 7 comprises a sun gear 7.1, planet gears 7.2 and a ring gear 7.3.
  • the second planetary gear set 8 comprises a sun gear 8.1, planet gears 8.2 and a ring gear 8.3.
  • the planet gears 8.2 are involved in both planetary gear sets.
  • the group set 6 comprises at least one planetary gear set 10, which has a sun gear 10.1, planet gears 10.2, a ring gear 10.3 and a web 10.4.
  • the hydrodynamic-mechanical speed / torque converter 3 comprises a turbine wheel T, a pump wheel P, a first stator L1 and a second 13
  • the pump wheel P is connected to a transmission input shaft E, which can be coupled at least indirectly to a drive machine serving to drive the drive, preferably to a flywheel 12 of an internal combustion engine such that the force is transmitted from the flywheel 12 to the pump wheel P.
  • the transmission input shaft E can be coupled at least indirectly to a drive machine serving to drive the drive, preferably to a flywheel 12 of an internal combustion engine such that the force is transmitted from the flywheel 12 to the pump wheel P.
  • Turbine ⁇ rad T is rotatably connected to a turbine wheel shaft 13.
  • lock-up clutch which would be as follows: automatic, stepless adjustment of the ratio between the input and output speed according to the load on the output side
  • the maximum torque is available for a start-up or acceleration process due to the greatest torque conversion when the turbine wheel is at a standstill the engine is not possible from the output side and fuel consumption is kept low; - Wear-free power transmission and at the same time the disadvantages of a hydrodynamic power transmission, which essentially consists in an often insufficiently achievable efficiency in order to be able to work with a hydrodynamic transmission alone, since power loss components, which are composed of friction and shock losses, reduce the total power that can be transmitted and If the conversion ranges achieved are often not sufficient for vehicle use, the hydrodynamic speed / torque converter 3 is used for power transmission only in the lower gear stages, preferably only during the starting process. To improve the transmission efficiency, the hydrodynamic speed / torque converter 3 is therefore from the 14
  • a lock-up clutch 14 is arranged between the turbine wheel T and the flywheel 12 or the transmission input shaft.
  • the first stator L1 is arranged on the turbine side between the turbine wheel T and the pump wheel P and is supported by a freewheel.
  • the first stator L1 can be connected in a rotationally fixed manner to a first stator shaft 15, with a freewheel 16 being provided between the first stator L1 and the stator shaft 15, which is designed in such a way that it transmits a torque to the first stator shaft 15 when the first stator is transmitted L1 in reverse
  • the second stator L2 is arranged between the turbine wheel T and the pump wheel P on the pump side and can be coupled to the housing 11 via a second stator shaft 17.
  • a second freewheel 18 is arranged between the second stator L2 and the second stator shaft 17, by means of which the second stator L2 can be coupled to the second stator shaft 17, but only when the second stator L2 rotates in the opposite direction to the turbine wheel T.
  • the pump wheel P is rotatably connected to a pump wheel shaft 19 which is rotatably supported by a bearing in the housing 11.
  • Gears are assigned to the individual elements of the hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission 1 shift elements.
  • a first clutch device K1 and a first brake device B1 are provided between the hydrodynamic transmission part 2 and the mechanical transmission part 4. 15
  • the turbine wheel T and the turbine wheel shaft 13 which can be coupled in a rotationally fixed manner thereto are coupled to the sun wheel 8.1 of the second planetary gear set 8 of the mechanical speed / torque converter 5.
  • the turbine wheel T and the sun wheel 8.1 of the second planetary gear set 8 are preferably on a common shaft, here the
  • Turbine wheel shaft 13 arranged, the turbine wheel shaft 13 also carries the clutch disc 20 of the first clutch K1.
  • the first clutch K1 also has a coupling via clutch linings on the stator shaft 15. Furthermore, the first stator L1 is via the first stator shaft 15 with the sun 7.1 of the first planetary gear set 7 of the mechanical one
  • the clutch cover 21 is preferably connected in one piece to the first stator shaft 15.
  • the first stator shaft 15 is designed as a hollow shaft which surrounds the stator shaft 13 in the circumferential direction.
  • a preferably disk-shaped element 22 is connected to the clutch cover 21 of the first clutch K1 and forms a structural unit with the latter, on the outer peripheral region 23 of which the first braking device B1 can act.
  • the first braking device B1 serves to fix the first stator L1 via the stator shaft 15 and / or the first
  • Brake element B2 is assigned to the ring gear 7.3 of the first planetary gear set 7 and the third brake element B3 to the ring gear 8.3 of the second planetary gear set 8 of the mechanical speed / torque converter 5.
  • Bridging clutch 14 is carried out by coupling the turbine wheel T or the turbine wheel shaft 13 with a first gear element of the mechanical speed / torque converter 5 and the first idler gear L1 with a further second gear element of the mechanical speed / torque converter 5.
  • the gear element of the mechanical speed / torque converter 5 is the sun gear 8.1 of the second planetary gear set 8.
  • the second gear element is the sun gear 7.1 of the first planetary gear set 7.
  • the / Torque converter 5 is connected to the input, which is formed by a first gear element of the group set or the split group 6.
  • This connection is preferably implemented via a rotationally fixed coupling of the third gear element of the mechanical speed / torque converter 5 and the first gear element of the group set 6. Both are preferably arranged on a common connecting shaft 24.
  • the first gear element of the group set 6 is formed by its planet carrier 10.4.
  • a second gear element of the group set 6 is rotationally fixed with the first output A1 in the form of the gear output shaft A of the hydrodynamic-mechanical
  • Multi-speed compound transmission 1 connected.
  • the ring gear 10.3 of the planetary gear set 10 of the group set 6 functions as the second gear element.
  • the mechanical speed / torque converter 5 in combination with the hydrodynamic speed / torque converter 3 serves to implement three gear stages, by combining the hydrodynamic speed 17
  • the mechanical speed / torque converter 5 can be realized with the group set 6 in the case shown six gear steps.
  • the group set 6 each have a further clutch device, here the second clutch device K2 and a further brake device, here the fourth
  • Brake device B4 assigned.
  • the fourth braking element serves to lock the sun gear 10.1 of the group set 6.
  • the second clutch device K2 enables the rigid coupling between the planet carrier 10.4 and the sun gear 10.1 of the planetary gear set 10 of the group set 6.
  • the individual switching devices K1, K2 and B1 to B4 are preferably of the lamella type. However, other designs are also conceivable.
  • a further mechanical speed / torque conversion device 25 is integrated in the transmission, which, based on the arrangement of transmission input shaft E and transmission output shaft A for the first mechanical output A1, before mechanical speed / torque converter 5 is arranged.
  • the second output is realized by providing a further planetary gear set 25 in the force flow direction in front of the mechanical speed / torque converter 5 and coaxially to the latter, at least one element of the planetary gear set 25 being coupled to the output of the mechanical speed / torque wall 5 .
  • the planetary gear set 25 is constructed here according to the rear-mounted or group set 6, comprising a sun gear 25.1, planet gears 25.2, a ring gear 25.3 and a web 25.4. Coupling with the output of the mechanical speed
  • Output is generated by the ring gear 25.3, that is, perpendicular to the transmission input shaft.
  • a spur gear 27 which meshes with the ring gear and is connected in a rotationally fixed manner to a shaft, is provided, for example, for realizing a second output running parallel to the transmission input shaft.
  • FIG. 1 illustrates an example of a design with suitability of the overall transmission unit for all-wheel drive.
  • the second mechanical speed or. Torque conversion device 25 also functions as a group switching set, and is preferably designed analogously to post-switching stage 6, so that a uniform power distribution over both speed / torque conversion devices can be made possible.
  • the speed / torque device 25, the switching devices - here a braking device B5 and another clutch device K3 - are assigned.
  • the assignment to the individual elements is carried out in a manner analogous to that of the rear-mounted set 6. This means that the further fifth brake element is assigned to the sun gear 25.1, while the further third clutch element K3 enables a coupling between the planet carrier 25.4 and the sun gear 25.1.
  • the two outputs of the speed / torque conversion devices are each formed by the ring gear 6.3 or 25.3.
  • the post-switching stage formed by the speed / torque conversion device 6 is distinguished by the possibility of a coaxial arrangement of the output and thus of the output A1 to the transmission input shaft E.
  • the permanent translation is not set via elements B5, K3. It is possible to use the individual, the second mechanical speed or.
  • Torque conversion device 25 associated switching elements B5 and K3 enable an optional connection of the second output. Particularly when used in all-wheel drive vehicles, the all-wheel drive can be implemented in a simple manner with this transmission configuration and can be implemented in a switchable manner. 19
  • FIG. 2 illustrates a possible mode of operation of the transmission described in FIG. 1 using a circuit diagram.
  • the third brake element B3 is actuated, while the other brake elements and clutches have a mechanical speed
  • the second brake element B2, the first brake element B1 and the first clutch element K1 are not actuated or disengaged.
  • the first stator L1 has a reversing effect on the web via the speed-Z-torque converter 5 and increases the output torque.
  • the first clutch device K2 is actuated in this gear stage. This enables the ring gear 10.3 to be driven at the same speed as the web 10.4, i. H. the result is a translation in the group tax rate of 1.
  • the changeover to the second gear stage takes place by releasing the second clutch device K2 and actuating the fourth brake device B4.
  • the speed ratio is switched to the third gear by automatic control.
  • the third braking element is taken out of operation and the first braking element B1 is actuated.
  • the first clutch device K1 and the fourth brake element B4 are out of operation and the second
  • Coupling device K2 actuated.
  • the first stator shaft 15 and the sun gear 7.1 of the first planetary gear set of the mechanical speed-Z torque converter 5 are thus determined with respect to the housing 11. If you drive without a converter lock-up clutch, there are very high tractive forces as in first gear, because that
  • Planetary gear set affects.
  • the torques of the hydrodynamic speed-Z torque converter 3 thus develop higher tractive forces in first and second gear.
  • the power transmission from the mechanical speed-to-torque converter 5 takes place by further speed / torque conversion via the group set 6 to the output shaft A of the mechanical-hydrodynamic compound transmission 1.
  • the changeover to the fourth gear stage takes place by releasing the fourth brake device B4 and actuating the second clutch device K2.
  • the switching devices in the basic transmission remain operated in the same way as in the third gear.
  • Brake device actuated.
  • the power is transmitted in gear 6 directly from the transmission input shaft E to the turbine wheel shaft 13 and thus to the mechanical speed-Z torque converter 5.
  • the three basic gear stages are thus split into two partial gear stages by the group set 6, so that ultimately a multi-gear transmission is created, in the illustrated case a six-speed transmission. In particular, this is due to the alternate actuation of the switching devices on 21
  • Group set 6 realized.
  • the power applied by the mechanical speed-Z torque converter 5 to its output output is transmitted to the transmission output shaft A with a transmission ratio of 1.
  • the second sub-gear stage which follows the first sub-gear stage, there is a translation from the speed at the output of the mechanical speed-Z torque converter 5 to group set 6.
  • FIGS. 1 and 2 The embodiment of a mechanical-hydrodynamic compound transmission 1 shown in FIGS. 1 and 2 represents an advantageous embodiment by way of example. However, the arrangement or design of the mechanical speed-to-torque converter and / or the group set 6 can also be carried out in a different way.
  • FIGS. 3a1, 3a2 and 3a3 show, in a schematically simplified representation, an arrangement of a transmission 33 designed according to the invention in a section of a view from above of a vehicle 31, in particular the rear axle 32 - Mechanical compound transmission 33 is coupled, which in turn is at least indirectly via the first output A1, ie via corresponding means, not shown in detail here, for example a propeller shaft, with the rear axle 32 or with a differential integrated therein.
  • Figure 3a1 illustrates a standard bus drive with a longitudinally installed motor for left and right-hand traffic, the axle drive is in the middle.
  • the output A1 is coaxial to the transmission input shaft E. 22
  • Figures 3a2 and 3a3 illustrate designs for use in low-floor bus drives for right-hand or left-hand traffic.
  • the coupling between the gearbox and the portal axle is offset to enable a third entrance door.
  • the possible second output A2 is arranged, for example, for driving a pump 34 at an angle to the first output Al.
  • Figure 3b illustrates only one example, so that other assignments are also conceivable, for example parallel to A1 or at an angle not equal to 90 °.
  • FIG. 4a illustrates, by way of example using a view corresponding to FIG. 3a, an application with a transversely installed drive machine, for example in the form of an internal combustion engine 30.
  • the output A1 is arranged perpendicular to the transmission input shaft.
  • FIG. 4a illustrates a drive with transversely installed drive machine 30 and transversely installed transmission 33, in which the coupling between transmission 33 and axis 32 is realized by means of a shaft train, the shaft train being coupled to the transmission via a 90 ° angle drive 35.
  • FIG. 4b only illustrates one possibility of arranging the individual drives A1 and A2 relative to one another, here at an angle of 90 °, for example. However, other angles are also conceivable.
  • FIGS. 5 illustrate examples of applications with an inclined output A1.
  • FIGS. 5a1 to 5a4 illustrate bus drives with transversely installed drive machine 30 and transversely installed transmission 33 23
  • Coupling between gear 33 and axis 32 takes place via angular gear 35.
  • the first output A1 is inclined with respect to the gear axis.
  • the articulation on the axis 32 via corresponding shaft strands can take place in the center or offset with respect to the center of the axis.
  • Figures 5a 1 - 5a4 illustrate the most varied variants in this regard. In analogy, this statement also applies to the design of the drive unit according to FIG. 5b1.
  • FIG. 5c exemplifies a possible view from the right for the
  • the first output A1 can accordingly be arranged inclined with respect to two planes.
  • Torque transmission and conversion devices can have any assignment of the output, i.e. of the individual transmission output shafts to the transmission input shaft can be achieved. Furthermore, the most diverse installation situations can be realized by appropriate selection and assignment of angular drives to the gear.
  • FIGS. 6 illustrate further designs with a transversely installed drive machine 30.
  • the arrangement is carried out via the axis 32.
  • the drive is realized via the first gear drive A1, which via a bevel gear 38 (FIG. 6b1) or spur gear set 39 (FIG Axis 32 is coupled, drive A1 is arranged perpendicular to the gear axis and perpendicular to axis 32.
  • FIG. 7 schematically illustrates a simplified representation 24
  • Gearbox input shaft arranged.
  • the second output A2 is arranged essentially in the center of the gear 33 and perpendicular to the theoretical gear axis AS.
  • A1 is coupled to the rear axle 32 and A2 to the front axle 41.
  • the transmission 33 can be designed, for example, as shown in FIG. 1.
  • the planetary gear sets 6 and 25 are preferably designed to be the same.
  • the all-wheel drive can be designed to be permanent or, if desired, can also be activated.
  • the connectivity is preferably realized via the switching devices assigned to the individual planetary gear sets 6 and 25.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

Ein hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe mit einer Getriebeeingangswelle (E) und einem Abtrieb (A1, A2); mit einem hydrodynamischen Getriebeteil (2) und einem nachgeordneten mechanischen Getriebeteil (4), umfassend wenigstens eine Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung (5), wobei der mechanische Drehzahl-/Drehmomentenwandler (5) wenigstens zwei Planetenradsätze (7, 8) umfasst und die Planetenradsätze (7, 8) derart ausgeführt und angeordnet sind, dass jeweils ein Element des ersten Planetenradsatzes (7) und des zweiten Planetenradsatzes (8) wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle (E) oder einem Element des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers (5) koppelbar ist und jeweils ein weiteres zweites Element des ersten Planetenradsatzes (7) mit einem weiteren zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes (8) drehfest gekoppelt ist und diese Kopplung den Abtrieb (9) des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers (5) bildet.

Description

Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbund getriebe
Die Erfindung betrifft ein hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe, im einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Hydrodynamisch-mechanische Mehrgangverbundgetriebe, umfassend einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler und einen mechanischen Getriebeteil, sind in einer Vielzahl von Ausführungen bekannt. Die Druckschrift DE 36 04 393 C2 offenbart ein hydrodynamisches
Mehrgangverbundgetriebe, umfassend einen Drehmomentenwandler und ein mit diesem in Serie geschaltetes Schaltgetriebe. Das Schaltgetriebe umfaßt dazu zwei Planetenradsätze, wobei die Planetenträger der beiden Planetenradsätze miteinander gekoppelt sind und den Ausgang des Schaltgetriebes bilden. Die Anzahl der erforderlichen Planetenradstege bzw.
Planetenradsätze (u. U. ein Ravigneauxsatz) kann mit einer derartigen Anordnung gering gehalten werden und bei entsprechender Zuordnung von Schalteinrichtungen sind zumindest drei Gangstufen realisierbar, die in axialer Richtung gesehen, sehr kurz gehalten werden. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler umfaßt ein Pumpenrad, ein Turbinenrad sowie zwei Leiträder - ein erstes Leitrad und ein zweites Leitrad, wobei Mittel vorgesehen sind, welche eine Kopplung des Turbinenrades sowie des ersten Leitrades mit dem mechanischen Getriebeteil in Form des Schaltgetriebes ermöglichen. Im einzelnen ist die Gesamtgetriebeeingangswelle entweder über den hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler und dabei über das Turbinenrad mit dem Sonnenrad des einen Planetenradsatzes des mechanischen Getriebeteiles oder aber direkt über eine sogenannte Überbrückungskupplung mit diesem koppelbar. Das erste Leitrad ist über einen Freilauf mit dem Sonnenrad des anderen zweiten Planetenradsatzes des mechanischen Getriebeteiles verbunden. Die charakteristischen
Eigenschaften des Drehzahl-/Drehmomentenwandlers in jedem Bereich des
BESTATIGUNGSKOPIE Übersetzungsverhältnisses und das Übersetzungsverhältnis des mechanischen Getriebeteils werden durch Umschalten des Übertragungsweges des von der ersten Leitradwelle ausgehenden Momentes geändert, und zwar durch die wahlweise Betätigung von Kupplungs- und/oder Bremseiπrichtungen, die entweder ein Festsetzen der ersten Leitradwelle oder aber eine Kopplung der ersten Leitradwelle mit der Turbinenradwelle und damit des ersten Sonnenrades des ersten Planetenradsatzes ermöglichen.
Der Vorteil des in der obengenannten Druckschrift beschriebenen Getriebes besteht in seiner geringen Baugröße und dem geringen Gewicht.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, daß dieses noch optimaler die bestehenden Einsatzerfordernisse zu erfüllen vermag, wobei die Vorteile des geringen Gewichtes und der geringen Baugröße weiter beibehalten werden sollen. Weiterhin sollen zusätzliche Funktionen, wie beispielsweise der Antrieb von Nebenaggregaten, mit möglichst geringem Aufwand unter Beibehaltung der Vorteile bei geringer Baugröße realisiert werden. Zusätzlich ist auf einen optimalen, d.h. einen nahezu hyperbelförmigen Zugkraftverlauf, geringe Kraftstoffverbräuche und eine wahlweise nutzbare Ganganzahl (4-, 5- oder 6-
Ganggetriebe) je nach Endauslegungsgeschwindigkeit sowie die Möglichkeit eines einfach zu realisierenden Schnellganges abzustellen. Das Grundgetriebe soll universal einsetzbar sein, d.h. beispielsweise für Omnibusse mit geringem Gewicht und großem Gewicht sowie unterschiedlichen Endauslegungsgeschwindigkeiten einsetzbar sein.
Die erfindungsgemäße Aufgabe der Erfindung ist durch die Merkmale des Anspruchs 1 charakterisiert. Vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen wiedergegeben.
Das hydrodynamisch-mechanische Mehrgangverbundgetriebe umfaßt einen ersten hydrodynamischen Getriebeteil und einen weiteren zweiten mechanischen Getriebeteil. Der erste hydrodynamische Getriebeteil umfaßt einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler mit wenigstens einem Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad. Der mechanische Getriebeteil umfaßt wenigstens einen mechanischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandler. Dieser weist wenigstens zwei Planetenradsätze zur Realisierung von wenigstens drei Gangstufen - einen ersten Planeteπradsatz und einen zweiten Planetenradsatz - auf, die derart aufgebaut und ausgelegt sind, daß jeweils ein Element des ersten Planetenradsatzes und des zweiten Planetenradsatzes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeiπgangswelle oder einem Element des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers koppelbar ist und jeweils ein weiteres zweites Element des ersten Planetenradsatzes mit einem weiteren zweiten Element des zweiten Planeten rad satzes drehfest gekoppelt ist und diese Kopplung den Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers bildet. Der mechanische
Getriebeteii ist dabei vorzugsweise koaxial zum hydrodynamischen Getriebeteil und räumlich bezogen auf die Lage gegenüber der Getriebeeingangswelle dem hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler nachgeordnet. Dies bedeutet hinsichtlich der Funktionsweise eine Anordnung des mechanischen Getriebeteiles in
Kraftflußrichtung beim Einsatz in Fahrzeugen im Traktionsbetrieb betrachtet entweder parall zum hydrodynamischen Getriebeteil oder dem hydrodynamischen Getriebeteil nachgeschaltet. Erfindungsgemäß ist der Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers wenigstens mittelbar mit wenigsten zwei Abtrieben des hydrodynamisch-mechanischen
Mehrgangverbundgetriebes koppelbar. Der mechanische Getriebeteil umfaßt dazu wenigstens eine erste mechanische Drehzahl-
/Drehmomentenwandlungseinrichtung, die mit dem Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwand!ers gekoppelt ist und deren Ausgang einen ersten Abtrieb des hydrodynamisch-mechanischen
Mehrgangverbundgetriebes bildet. Die Kombination mit den Nachschaltstufen ermöglicht eine Mehrgängigkeit, welche wiederum dazu führt, daß der zu überstreichende Betriebsbereich mit einer Mehrzahl von Gängen realisiert werden kann, und vorzugsweise wenigstens ein Schnellgang bzw. ein sogenannter Overdrivegaπg vorgesehen wird, wobei mittels der höheren Getriebespreizuπg phi-gesamt eine optimale Anpassung auf unterschiedliche
Motordrehzahlen und Hinterachsubersetzungen möglich ist, um zu minimalen Kraftstoffverbräuchen der Antriebsmaschine zu kommen. Ein freies Schalten wird dadurch möglich. Die Motordrehzahl wird reduziert und damit auch der Kraftstoffverbrauch gering gehalten. Dazu werden vorzugsweise die Gangstufensprünge phi des mechanischen Getriebeteils derart gewählt, daß
Werte zwischen 1 ,2 und 1 ,5 verwendet werden. Für die zulässigen Übersetzungen i ergibt sich im ersten Gang ein zu realisierender Bereich von 2,75 - 3,50. Dadurch wird es möglich, den Übergang des Zugkraftverlaufes von den Wandlergängen in die passenden LU-Gänge (d.h. die Gänge, bei welchen die Leistungsübertragung von der Getriebeeingangswelle auf den mechanischen Getriebeteil über die Durchkupplung bzw. die Wandlerüberbrückungskupplung und somit unter Umgehung des hydrodynamischen Getriebeteiles erfolgt) bei relativ niedrigen Geschwindigkeiten ohne merklichen Zugkraftverlust zu ermöglichen. Dadurch hat man gleichförmige stetige Zugkräfte in den unteren Gängen, und in den oberen Gängen wirkt sich der kleine Stufensprung ebenfalls kraftstoffsparend aus, da sich zu jedem Betriebspunkt unterhalb der gesetzlichen Fahrgeschwindigkeit ein kraftstoffsparender Gang wählen läßt. Der erste Abtrieb kann koaxial, parallel oder in einem Winkel zur theoretischen Getriebeachse bzw. zur Getriebeeingangswelle angeordnet sein.
Des weiteren ist vorzugsweise vorgesehen, daß der Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers mit einem weiteren zweiten Abtrieb des hydrodynamisch-mechanischen Mehrgangverbundgetriebes koppelbar ist. Die einzelnen Abtriebe können zueinander parallel oder in einem Winkel angeordnet sein. Bezogen auf die Getriebeachse können diese jeweils entweder koaxial, parallel oder in einem Winkel zu dieser gerichtet sein.
Die erfindungsgemäße Lösung ermöglicht es, neben der einfachen und kostengünstigen Realisierung eines Mehrganggetriebes mit mehr als drei Gängen durch die Zuordnung einer Nachschaltstufe zum mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler zusätzlichen Anforderungen mit geringem Aufwand gerecht zu werden, indem zusätzlich zum Nachschaltsatz ein weiterer zweiter Abtrieb vorgesehen ist, welcher durch das Prinzip der
Leistungsteilung
1. zum Antrieb von Nebenaggregaten und/oder
2. im Zusammenspiel mit der ersten Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung in Form eines Nachschaltsatzes und dem durch diesen gebildeten Abtrieb zur Realisierung eines
Allradantriebes verwendet werden kann.
Vorzugsweise umfaßt der mechanische Getriebeteil dazu eine weitere zweite mechanische Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung, deren Ausgang den zweiten Abtrieb des hydrodynamisch-mechanischen
Mehrgangverbundgetriebes bildet. Der Abtrieb des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers ist dazu mit einem Eingang der zweiten mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung gekoppelt. Das Vorsehen der weiteren zweiten Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung bietet den Vorteil der Anpassung der über diesen Abtrieb übertragenen Leistungsparameter an die Erfordernisse des anzutreibenden Aggregates.
Neben der Ausbildung der ersten mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung als Gruppennachschaltsatz kann auch die zweite mechanische Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung als Gruppensatz für den mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler betrieben werden.
Vorzugsweise werden die erste und zweite Drehzahl- /Drehmomenteπwandlungseinrichtung identisch aufgebaut und/oder entsprechend der Getriebeausgangsübersetzung ausgelegt. Diese Ausführung bietet vor allem für den Einsatz in Allradfahrzeugen den Vorteil der Schaffung einer besonders kompakten Getriebebaueinheit mit hoher Leistungsdichte und geringem konstruktiven Aufwand. Es führt zum integrierten Allradantrieb im "Schaltgetriebe".
Die erste und/oder zweite Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung können verschiedenartig gestaltet sein. Diese können beispielsweise Pianetenradsätze und/oder Stirnradstufen umfassen. Vorzugsweise finden Ausführungen der Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseiπrichtungen
Verwendung, welche jeweils wenigstens einen Planetenradsatz, umfassend ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Plaπetenräder und einen Steg, aufweisen. Der Eingang der ersten und/oder zweiten Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung wird dann vom Steg gebildet. Wenigstens ein Ausgang der ersten und/oder zweiten Drehzahl-
/Drehmomentenwandlungseinrichtung wird vom Hohlrad gebildet.
Zur Schaffung eines besonders kompakten und einfach struktierten Getriebes werden vorzugsweise Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen eingesetzt, welche jeweils nur einen Planetenradsatz umfassen und deren
Stege sind jeweils mit den miteinander gekoppelten und den Abtrieb des mechanischen Drehzah!-/Drehmomentenwandlers bildenden Steges gekoppelt.
Bezüglich der räumlichen Anordnung der ersten und/oder zweiten Drehzahl-
/Drehmomentenwandlungseinrichtung räumlich in Kraftflußrichtung von der 7
Getriebeeingangswelle zum Abtrieb betrachtet bestehen folgende zwei grundlegende Möglichkeiten:
1. vor dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler
2. hinter dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler
Dabei können auch beide Drehzahl-/Drehmomentenwaπdlungseiπrichtungen zusammen vor oder hinter dem mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler angeordnet werden. Diese Anordnungsmöglichkeiten gelten auch für die Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen bei Getriebeausführungen mit einem mechanischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandler und nur einer Drehzahl-
/Drehmomentenwandlungseinrichtung, wobei im zweiten Fall der Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers einem Abtrieb des Verbundgetriebes entspricht. Bei einer besonders kompakten Ausführungsform umfaßt dabei der mechanische Drehzahl-
/Drehmomentenwandler zwei Planetenradsätze, welche einen gemeinsamen Steg aufweisen, welcher gleichzeitig als Steg der mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung fungiert und welcher einen Abtrieb des Verbundgetriebes bildet.
Bezüglich der Ausrichtung der Abtriebe untereinander und zur
»
Getriebeeingangswelle können folgende Möglichkeiten unterschieden werden:
1. Anordnung der beiden Abtriebe parallel zueinander und parallel zur Getriebeeingangswelle
2. Anordnung der beiden Abtriebe parallel zueinander und in einem Winkel zur Getriebeeingangswelle
3. Anordnung der beiden Abtriebe in einem Winkel zueinander
Vorzugsweise wird jedoch einer der beiden Abtriebe koaxial zur
Getriebeeingangswelle angeordnet. Bei winkeliger Anordung wird 8
vorzugsweise ein rechter Winkel gewählt. Die beliebigen Zuordnungen der einzelnen Abtriebe zueinander und gegenüber der Getriebeeingangswelle werden durch die entsprechende Ausgestaltung der einzelnen Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen, insbesondere die Wahl der Drehmomentenübertragungs- und
Wandlungseinrichtungen erzielt.
Diese können beispielsweise Stirn- und/oder Planetenradsätze umfassen, welche gerad- oder schrägverzahnt ausgeführt sind. Ausführungen mit Kegelrädern sind ebenfalls denkbar. Die Anzahl der einzelnen drehmoment-
/drehzahlübertragenden Einheiten einer Drehzahl- /Drehmomentwandlungseinrichtung ist dabei nicht begrenzt. Die Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen sind desweiteren nicht auf die Realisierung einer Übersetzung festgelegt, sondern können durch Vorsehen entsprechender Mittel, beispielsweise in Form von Schaltelementen, unterschiedliche Übersetzungen zwischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler und Abtrieb realisieren. Die erste und/oder zweite Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung können dabei einzeln und/oder gemeinsam schaltbar ausgebildet sein.
Aus den Möglichkeiten der Gestaltung und Zuordnung der Abtriebe ergeben sich eine Vielzahl von möglichen Einbauvarianten für den Einsatz in Fahrzeugen, welche mit relativ geringem Aufwand realisiert werden können, z.B. die Koppelung von längs- und oder quereingebaute Front- oder Heckmotoren.
Die erste und/oder zweite Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung können einzeln und/oder gemeinsam zuschaltbar sein.
Eine bevorzugte und vorteilhafte Getriebevariante ist wie folgt aufgebaut:
Das hydrodynamische Getriebeelement umfaßt wenigstens ein Pumpenrad, ein Turbinenrad sowie eine Leitradeinrichtung, umfassend ein erstes Leitrad und ein zweites Leitrad. Das zweite Leitrad ist dabei über einen Freilauf mit dem Getriebegehäuse verbunden. Das erste Leitrad steht über eine sogenannte Leitradwelle mit dem mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler in Triebverbindung. Der mechanische Drehzahl-
/Drehmomentenwandler umfaßt wenigstens zwei Planetenradsätze, einen ersten Planetenradsatz und einen zweiten Planetenradsatz, wobei jeder Planetenradsatz jeweils ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Planetenräder und einen Planetenträger aufweist. Die beiden Planetenradsätze - erster Planetenradsatz und zweiter Planetenradsatz - sind hinsichtlich eines Getriebeelementes miteinander drehfest gekoppelt. Vorzugsweise wird das erste Getriebeelement des ersten Planetenradsatzes, welches mit einem ersten Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes drehfest verbunden ist, jeweils vom Planetenträger des zugehörigen Planetenradsatzes gebildet. Die beiden Sonnenräder der einzelnen Planetenradsätze, des ersten Planetenradsatzes und des zweiten
Planetenradsatzes, bilden die Eingänge des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers. Der erste Eingang, welcher mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes gekoppelt ist, ist über einen Freilauf mit dem ersten Leitrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers verbunden. Das Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes ist vorzugsweise mit der
Turbinenradwelle verbunden, welche entweder über den hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler oder die Überbrückungskupplung mit der Getriebeeingangswelle koppelbar ist. Der Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers bildet den Eingang der ersten mechanischen Drehzahl-/Drehmomentwandlungseinrichtung in Form einer mechanischen Nachschaltstufe und ist somit über die entsprechende Gangstufung mit einer ersten Getriebeausgangswelle gekoppelt.
Zur Realsierung der einzelnen Gangstufen sind Schalteinrichtungen in Form von Bremseinrichtungen und Kupplungseinrichtuπgen vorgesehen, wobei diese vorzugsweise in Lamellenbauart ausgeführt sind. Die einzelnen 10
Schalteinrichtungen sind entsprechend dem gewünschten einzulegenden Gang und der dabei erhältlichen Übersetzung zu betätigen. Dazu ist vorzugsweise eine Getriebesteuerung vorgesehen. Eine erste Bremseinrichtung dient dabei der Feststellung der Leitradwelle und damit des Sonnenrades des ersten Planetenradsatzes. Eine zweite Bremseinrichtung dient der Feststellung des Hohlrades des ersten Planetenradsatzes und eine dritte Bremseinrichtung der Feststellung des Hohlrades des zweiten Planetenradsatzes des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers. Eine weitere vierte Bremseinrichtung dient der Feststellung des Sonnenrades der Nachschaltstufe. Ein erstes Kupplungselement dient der Realisierung der drehfesten Verbindung des Sonnenrades des ersten Pianetenradsatzes und des Sonnenrades des zweiten Planetenradsatzes.
Bei Anordnung der Nachschaltstufe in Kraftflußrichtung von der Getriebeeingaπgswelle zur Getriebeausgangswelle räumlich betrachtet hinter dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler besteht die Möglichkeit, auf einfache Art und Weise Nebenabtriebe zu realisieren. Die bloße Anordnung der mechanischen Nachschaltstufe hinter dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler bildet eine erste Grundkoπfiguration, welche sich durch die Realisierung eines Mehrganggetriebes, insbesondere
Sechsganggetriebes bei gleichzeitiger Bauraumverkürzung, insbesondere bei gleichbleibendem Bauraumbedarf gegenüber dem Grundgetriebe (3- Ganggetriebe) auszeichnet. Die Nachschaltstufe ist vorzugsweise ebenfalls in Form eines einfachen Planetenradgetriebes aufgebaut, wobei jedoch lediglich ein Schaltelement in Form der vierten Bremseinrichtung vorzusehen ist, welche der Feststellung des Sonnenrades dient. Ansonsten ist der Steg der mechanischen Nachschaltstufe mit dem Steg des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers gekoppelt. Dadurch ist es möglich, drei der Gangstufen ohne Betätigung eines Schaltelementes an der Nachschaltstufe zu realisieren, da der Steg der Nachschaltstufe mit der gleichen Drehzahl wie der Ausgang der mechanischen 11
Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseiπrichtung dreht. Der Ausgang des Nachschaltsatzes wird vom Hohlrad gebildet. Dieses steht mit weiteren drehzahl-/drehmomenteπübertrageπden Elementen in Triebverbindung, beispielsweise mit einem Stirnrad oder, je nach Ausgestaltung der Verzahnung des Hohlrades, auch einem Kegelrad. Bei Auslegung des
Getriebes sind die dadurch sich ergebenden Übersetzungen mit eiπzubeziehen. Zusätzlich zu diesem Hauptabtrieb, welcher parallel bzw. koaxial zur Getriebesymmetrieachse angeordnet ist, ist ein weiterer zweiter Abtrieb vorgesehen. Dieser ist vorzugsweise an den Ausgang des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers, d.h. an den Steg direkt angekoppelt. Der zweite Abtrieb kann dabei Nebenabtrieb oder auch ein zweiter Hauptabtrieb sein, wodurch auf einfache Art und Weise das Grundgetriebe zu einem allradantriebsfähigen Getriebe modifiziert wird. In diesem Fall erfolgt der erste Hauptabtrieb über eine Welle parallel zur Getriebesymmetrieachse, vorzugsweise über das Hohlrad der mechanischen
Nachschaltstufe, während der zweite Hauptabtrieb an den Ausgang, hier des Steges des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers koppeibar ist und vor diesem liegt. Die beiden Abtriebe sind in einem Winkel zueinander angeordnet - der erste Abtrieb verläuft koaxial zur theoretischen Getriebeachse, während der zweite Abtrieb parallel oder senkrecht zu dieser
Achse erfolgen kann. Beide Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen sind vorzugsweise als identische Planetenradsätze aufgebaut und/oder ausgelegt. Bei senkrechtem Abtrieb ist es erforderlich, insbesondere für den Allradantrieb, eine entsprechende Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung vorzusehen, die es ermöglicht, die beiden im Winkel zueinander angeordneten Abtriebe auf zwei im wesentlichen parallel zueinander angeordnete Antriebswellen zu realisieren. In diesem Fall werden zusätzliche Übertragungsstufen verwendet, vorzugsweise mittels Kegelrädern.
Das Vorsehen wenigstens zweier Abtriebe ermöglicht die Schaffung eines 12
permanenten oder zuschaltbaren Allradantriebes.
Die erfindungsgemäße Ausführung ist nachfolgend anhand von Figuren erläutert.
Die Figur 1 verdeutlicht beispielhaft eine vorteilhafte Ausführung eines erfindungsgemäß gestalteten hydrodynamisch-mechanischen Mehrgangverbundgetriebes 1 mit wenigstens vier Schaltstufen und zwei Abtrieben - einem ersten Abtrieb A1 und einem zweiten Abtrieb A2. Das hydrodynamisch-mechanische Mehrgangverbundgetriebe 1 umfaßt einen ersten hydrodynamischen Getriebeteil 2 in Form eines hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 3 und einen zweiten mechanischen Getriebeteil 4. Der mechanische Getriebeteil 4 umfaßt einen mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5 und einen, diesem in Kraftflußrichtung im Traktionsbetrieb nachgeschalteten Gruppensatz 6. Der mechanische
Drehzahl-/Drehmomentenwaπdler 5 ist als abgewandelter Ravigneaux- Planetenradsatz ausgeführt. Dieser umfaßt einen ersten Planetenradsatz 7 und einen zweiten Planetenradsatz 8, welche einen gemeinsam genutzten Planetenradträger 9 aufweisen. Dieser stellt die Kopplung zwischen einem Getriebeeiement des ersten und des zweiten Planetenradsatzes dar. Der erste
Planetenradsatz 7 umfaßt ein Sonnenrad 7.1 , Planetenräder 7.2 und ein Hohlrad 7.3. Der zweite Planetenradsatz 8 umfaßt ein Sonnenrad 8.1 , Planetenräder 8.2 und ein Hohlrad 8.3. Die Planetenräder 8.2 sind an beiden Planetenradsätzen beteiligt.
Der Gruppensatz 6 umfaßt wenigstens einen Planetenradsatz 10, welcher ein Sonnenrad 10.1 , Planetenräder 10.2, ein Hohlrad 10.3 und einen Steg 10.4 aufweist.
Der hydrodynamisch-mechanische Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 umfaßt ein Turbinenrad T, ein Pumpenrad P, ein erstes Leitrad L1 und ein zweites 13
Leitrad L2 und ist durch ein Gehäuse 11 abgedeckt. Das Pumpeπrad P ist mit einer Getriebeeingangswelle E, welche wenigstens mittelbar mit einer, dem Antrieb dienenden Antriebsmaschine koppelbar ist, vorzugsweise mit einem Schwungrad 12 einer Verbrennungskraftmaschine derart verbunden, daß die Kraft vom Schwungrad 12 auf das Pumpenrad P übertragen wird. Das
Turbineπrad T ist mit einer Turbinenradwelle 13 drehfest verbunden. Um die Vorteile der hydrodynamischen Drehmomentenübertragung mit Lock-up- Kupplung zu nutzen, welche im folgenden wären: selbsttätige stufenlose Einstellung des Verhältnisses zwischen der An- und Abtriebsdrehzahl entsprechend der Belastung auf der Abtriebsseite
Zurverfügungstehen des maximalen Drehmomentes für einen Anfahrvorgang oder Beschleunigungsvorgang aufgrund der größten Drehmomentenwandlung bei Stillstand des Turbinenrades Möglichkeit der Wärmeabfuhr durch Fremd- oder Ober lächenkühlung - Trennung des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers vom Abtrieb, insbesondere bei Leerlaufdrehzahl und Übertragung eines geringen Restmomentes, so daß ein Abwürgen der Antriebsmaschine von der Abtriebsseite her nicht möglich ist und der Kraftstoffverbrauch gering gehalten wird; - verschleißfreie Leistungsübertragung und gleichzeitig die Nachteile einer hydrodynamischen Leistungsübertragung, welche im wesentlichen in einem oftmals nicht ausreichend erzielbaren Wirkungsgrad besteht, um mit einem hydrodynamischen Getriebe allein arbeiten zu können, da Verlustleistungsanteile, die sich aus Reibungs- und Stoßverlusten zusammensetzen, die übertragbare Gesamtleistung vermindern und die erzielten Wandlungsbereiche für den Fahrzeugeinsatz oft nicht ausreichend sind, wird der hydrodynamische Drehzahl- /Drehmomentenwandler 3 nur in den unteren Gangstufen, vorzugsweise nur während des Anfahrvorganges, zur Leistungsübertragung genutzt. Zur Verbesserung des Übertragungswirkungsgrades wird daher der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 aus der 14
Leistungsübertragung herausgenommen, vorzugsweise durch Überbrückung. Zu diesem Zweck ist zwischen dem Turbinenrad T und dem Schwungrad 12 bzw. der Getriebeeingangswelle eine Überbrückungskupplung 14 angeordnet.
Das erste Leitrad L1 ist auf der Turbinenseite zwischen dem Turbinenrad T und dem Pumpeπrad P angeordnet und durch einen Freilauf gelagert. Das erste Leitrad L1 ist mit einer ersten Leitradwelle 15 drehfest verbindbar, wobei zwischen dem ersten Leitrad L1 und der Leitradwelle 15 ein Freilauf 16 vorgesehen ist, weicher derart ausgelegt wird, daß er ein Moment auf die erste Leitradwelle 15 überträgt, wenn sich das erste Leitrad L1 in umgekehrter
Richtung, d.h. entgegengesetzter Drehrichtung, zum Turbinenrad T dreht und welcher leerläuft, wenn das erste Leitrad L1 in normaler Richtung, d.h. in gleicher Rotationsrichtung wie das Turbinenrad T rotiert. Das zweite Leitrad L2 ist zwischen dem Turbinenrad T und dem Pumpenrad P auf der Pumpenseite angeordnet und über eine zweite Leitradwelle 17 mit dem Gehäuse 11 koppelbar. Zwischen dem zweiten Leitrad L2 und der zweiten Leitradwelle 17 ist ein zweiter Freilauf 18 angeordnet, mittels welchem das zweite Leitrad L2 mit der zweiten Leitradwelle 17 gekoppelt werden kann, jedoch nur dann, wenn sich das zweite Leitrad L2 in entgegengesetzter Richtung zum Turbinenrad T dreht.
Das Pumpenrad P ist mit einer Pumpenradwelle 19 drehfest verbunden, welche über ein Lager im Gehäuse 11 drehbar gelagert ist.
Zur Realisierung der einzelnen Gangstufen und Auslegung der einzelnen
Gänge sind den einzelnen Elementen des hydrodynamisch-mechanischen Mehrgangverbundgetriebes 1 Schaltelemente zugeordnet. Zwischen dem hydrodynamischen Getriebeteil 2 und dem mechanischen Getriebeteil 4 sind eine erste Kupplungseinrichtung K1 und eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen. 15
Das Turbinenrad T und die mit diesem drehfest koppelbare Turbinenradwelle 13 ist mit dem Sonneπrad 8.1 des zweiten Planetenradsatzes 8 des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 gekoppelt. Vorzugsweise sind das Turbinenrad T und das Sonnenrad 8.1 des zweiten Planetenradsatzes 8 auf einer gemeinsamen Welle, hier der
Turbinenradwelle 13, angeordnet, die Turbinenradwelle 13 trägt dabei auch die Kupplungsscheibe 20 der ersten Kupplung K1. Die erste Kupplung K1 weist des weiteren eine Kopplung über Kupplungsbeläge auf der Leitradwelle 15 auf. Des weiteren ist das erste Leitrad L1 über die erste Leitradwelle 15 mit dem Sonnenrad 7.1 des ersten Planetenradsatzes 7 des mechanischen
Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 verbindbar. Die Kupplungsabdeckung 21 ist dabei vorzugsweise einstückig mit der ersten Leitradwelle 15 verbunden. Die erste Leitradwelle 15 ist als Hohlwelle ausgeführt, welche die Leitradwelle 13 in Umfangsrichtung umschließt.
Mit der Kupplungsabdeckung 21 der ersten Kupplung K1 ist ein vorzugsweise scheibenförmiges Element 22 verbunden und bildet mit dieser eine bauliche Einheit, an deren äußerem Umfangsbereich 23 die erste Bremseinrichtung B1 angreifen kann. Die erste Bremseinrichtung B1 dient dabei zum Festsetzen des ersten Leitrades L1 über die Leitradwelle 15 und/oder des ersten
Sonnenrades 7.1 des ersten Planetenradsatzes 7 des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5. Weitere Schaltelemente, hier die Schaltelemente in Form von Bremseinrichtungen B2 und B3, sind den einzelnen Planetenradsätzen 7 bzw. 8 des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5 zugeordnet. Im dargestellten Fall ist das zweite
Bremseiement B2 dem Hohlrad 7.3 des ersten Planetenradsatzes 7 und das dritte Bremselement B3 dem Hohlrad 8.3 des zweiten Planetenradsatzes 8 des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 zugeordnet. Die Kopplung des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 mit der Getriebeeingangswelle E über den hydrodynamischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandler 3 bzw. dessen Überbrückung über die 16
Überbrückungskuppluπg 14 erfolgt dabei durch Kopplung des Turbinenrades T bzw. der Turbinenradwelle 13 mit einem ersten Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 und des ersten Leitrades L1 mit einem weiteren zweiten Getriebeelemeπt des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwaπdlers 5. Als erstes
Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 fungiert hier das Sonnenrad 8.1 des zweiten Planetenradsatzes 8. Als zweites Getriebeelement fungiert das Sonnenrad 7.1 des ersten Planeteπradsatzes 7. Die mit den beiden Sonnenrädern 7.1 bzw. 8.1 gekoppelten Wellen, hier die erste Leitradwelle 15 und die Turbinenradwelle 13, fungieren als
Eingangswellen des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5. Ein weiteres drittes Getriebeelement ist über den Gruppensatz 6 mit der Getriebeausgangswelle A verbunden. Als drittes Getriebeelement fungiert der Planetenträger 9, welcher von beiden Planetenradsätzen 7 und 8 gemeinsam genutzt wird. Das dritte Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandlers 5 ist mit dem Eingang, welcher von einem ersten Getriebeelement des Gruppensatzes bzw. der Splittgruppe 6 gebildet wird, verbunden. Vorzugsweise wird diese Verbindung über eine drehfeste Kopplung vom dritten Getriebeelement des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5 und ersten Getriebeelement des Gruppensatzes 6 realisiert. Beide sind vorzugsweise auf einer gemeinsamen Verbindungswelle 24 angeordnet. Das erste Getriebeelement des Gruppensatzes 6 wird von dessen Planetenträger 10.4 gebildet. Ein zweites Getriebeelement des Gruppensatzes 6 ist drehfest mit dem ersten Abtrieb A1 in Form der Getriebeausgangswelle A des hydrodynamisch-mechanischen
Mehrgangverbundgetriebes 1 verbunden. Als zweites Getriebeelement fungiert im dargestellten Fall das Hohlrad 10.3 des Planetenradsatzes 10 des Gruppensatzes 6. Während der mechanische Drehzahl- /Drehmomentenwandler 5 in Kombination mit dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 der Realisierung von drei Gangstufen dient, können durch Kombination des hydrodynamischen Drehzahl- 17
/Drehmomentenwandlers 3, des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5 mit dem Gruppensatz 6 im dargestellten Fall sechs Gangstufen realisiert werden. Zu diesem Zweck sind dem Gruppensatz 6 jeweils eine weitere Kupplungseinrichtung, hier die zweite Kupplungseinrichtung K2 und eine weitere Bremseinrichtung, hier die vierte
Bremseinrichtuπg B4, zugeordnet. Das vierte Bremselement dient dabei der Feststellung des Sonnenrades 10.1 des Gruppensatzes 6. Die zweite Kupplungseiπrichtung K2 ermöglicht die starre Kopplung zwischen dem Planeteπträger 10.4 und dem Sonnenrad 10.1 des Planetenradsatzes 10 des Gruppensatzes 6.
Die einzelnen Schalteinrichtungen K1 , K2 sowie B1 bis B4 sind vorzugsweise in Lamellenbauart ausgeführt. Andere Ausführungen sind jedoch ebenfalls denkbar.
Zur Realisierung eines weiteren zweiten Abtriebes A2, welcher ebenfalls als ein Hauptabtrieb fungieren kann, wird eine weitere mechanische Drehzahl- /Drehmo entenwandlungseinrichtung 25 im Getriebe integriert, welche bezogen auf die Anordnung von Getriebeeingangswelle E und Getriebeausgangswelle A für den ersten mechanischen Abtrieb A1 , vor dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5 angeordnet ist. Dieser ist, entsprechend des Verwendungszweckes des zweiten Abtriebes ausgelegt. Im vorliegenden Fall wird der zweite Abtrieb durch Vorsehen eines weiteren Planetenradsatzes 25 in Kraftflußrichtung vor dem mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler 5 und koaxial zu diesem realisiert, wobei wenigstens ein Element des Planetenradsatzes 25 mit dem Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Dremomenteπwand!ers 5 gekoppelt ist. Der Planetenradsatz 25 ist hier entsprechend dem Nachschalt- bzw. Gruppensatz 6 aufgebaut, umfassend ein Sonnenrad 25.1 , Planetenräder 25.2, ein Hohlrad 25.3 und einen Steg 25.4. Die Kopplung mit dem Abtrieb des mechanischen Drehzhahl-
/Drehmomentenwandlers 5 erfolgt vorzugsweise über den Steg 25.4. Der 18
Abtrieb wird vom Hohlrad 25.3 gebildet, erfolgt also senkrecht zur Getriebeeingangswelle. Bei geradverzahntem Hohlrad ist zur Realisierung eines parallel zur Getriebeeingangswelle verlaufenden zweiten Abtriebes beispielsweise ein Stirnrad 27 vorgesehen, welches mit dem Hohlrad kämmt und drehfest mit einer Welle verbunden ist.
Die Figur 1 verdeutlicht beispielhaft eine Ausführung mit Eignung der Gesamtgetriebebaueinheit zum Allradantrieb. Die zweite mechanische Drehzahl-bzw. Drehmomentenwandlungseiπrichtung 25 fungiert ebenfalls als Gruppenschaltsatz, und ist vorzugsweise analog zur Nachschaltstufe 6 ausgeführt, so daß eine gleichmäßige Leistungsaufsteilung auf beide Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen ermöglicht werden kann. Des weiteren sind der Drehzahl-/Drehmomenteneinrichtuπg 25 die Schalteinrichtungen - hier eine Bremseinrichtuπg B5 und eine weitere Kupplungseinrichtung K3 - zugeordnet. Die Zuordnung erfolgt zu den einzelnen Elementen in analoger Weise wie zum Nachschaltsatz 6. Dies bedeutet, daß das weitere fünfte Bremselement dem Sonnenrad 25.1 zugeordnet ist, während das weitere dritte Kuppiungselement K3 eine Kopplung zwischen Planetenträger 25.4 und dem Sonnenrad 25.1 ermöglicht. Die beiden Ausgänge der Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtungen werden hier jeweils vom Hohlrad 6.3 bzw. 25.3 gebildet. Dabei zeichnet sich die von der Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung 6 gebildete Nachschaltstufe durch die Möglichkeit einer koaxialen Anordnung des Ausganges und damit des Abtriebes A1 zur Getriebeeingangswelle E aus. Über die Elemente B5, K3 wird dabei nicht bur die permanente Übersetzung eingestellt. Es ist möglich, über die einzelnen, der zweiten mechanischen Drehzahl-bzw. Drehmomentenwandlungseinrichtung 25 zugeordneten Schaltelemente B5 und K3 eine wahlweise Zuschaltung des zweiten Abtriebes zu ermöglichen . Insbesondere beim Einsatz in Allradfahrzeugen kann der Allradantrieb mit dieser Getriebekonfiguration auf einfache Art und Weise realisiert und zuschaitbar ausgeführt werden. 19
Die Figur 2 verdeutlicht anhand eines Schaltschemas eine mögliche Funktionsweise des in der Figur 1 beschriebenen Getriebes.
In der ersten Gaπgstufe ist das dritte Bremselement B3 betätigt, während die anderen Bremselemente und Kupplungen im mechanischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandler 5, das zweite Bremselement B2, das erste Bremselement B1 sowie das erste Kupplungselement K1 nicht betätigt bzw. ausgerückt sind. Somit ist nur das Hohlrad 8.3 des zweiten Planetenradsatzes am Gehäuse 11 festgestellt, während die anderen Planeteπradsätze des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 miteinander kämmen und eine Einheit bilden. Das erste Leitrad L1 wirkt in dem durch den Betriebsmodus der ersten Gangstufe gesteuerten Niedriggang- Geschwindigkeitsbereich reversierend über den Drehzahl- ZDrehmomentenwandlers 5 auf den Steg und verstärkt das Abtriebsmoment. Im Gruppensatz 6 ist in dieser Gangstufe die erste Kupplungseinrichtung K2 betätigt. Diese ermöglicht es, daß das Hohlrad 10.3 mit der gleichen Drehzahl wie der Steg 10.4 angetrieben wird, d. h. im Ergebnis eine Übersetzung im Gruppenschaltsatz von 1 erzielt wird. Die Umschaltung in die zweite Gangstufe erfolgt durch Lösen der zweiten Kupplungseinrichtung K2 und Betätigung der vierten Bremseinrichtung B4. Bei Ansteigen des
Geschwindigkeitsverhältnisses wird durch eine automatische Steuerung auf die dritte Gangstufe umgeschalten. In diesem Fall wird das dritte Bremselement außer Betrieb genommen und das erste Bremselement B1 betätigt. Des weiteren sind die erste Kupplungseinrichtung K1 sowie das vierte Bremselement B4 außer Betrieb und die zweite
Kupplungseinrichtung K2 betätigt. Die erste Leitradwelle 15 sowie das Sonnenrad 7.1 des ersten Planetenradsatzes des mechanischen Drehzahl- ZDrehmomentenwandlers 5 werden somit gegenüber dem Gehäuse 11 festgestellt. Falls ohne Wandlerüberbrückungskupplung gefahren wird, ergeben sich wie im ersten Gang sehr hohe Zugkräfte, da das
Leitraddrehmoment sich als Antriebsmoment über den Steg des 20
Planetenradsatzes auswirkt. Die Drehmomente des hydrodynamischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers 3 entwickeln somit höhere Zugkräfte im ersten und zweiten Gang. Die Leistungsübertragung vom mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandler 5 erfolgt durch weitere Drehzahl- /Drehmomentenwandlung über den Gruppensatz 6 auf die Abtriebswelle A des mechanischen-hydrodynamischen Verbuπdgetriebes 1. Die Umschaltung in die vierte Gangstufe erfolgt durch Lösen der vierten Bremseiπrichtuπg B4 und Betätigung der zweiten Kupplungseiπrichtung K2. Die Schalteinrichtungen im Grundgetriebe bleiben analog wie in der dritten Gangstufe betätigt. Bei weiterer Vergrößerung des Geschwiπdigkeitsverhältnisses wird in die fünfte
Gangstufe gewechselt. In der fünften Gangstufe sind dabei jeweils nur die erste Kupplungseinrichtung und die zweite Kuppiungseinrichtung K1 bzw. K2 betätigt. Die Turbinenradwelle 13 dreht sich in diesem Fall analog in der gleichen Richtung wie die erste Leitradwelle 15. In der sechsten Gangstufe sind die zweite Kupplungseinrichtung K2 gelöst und die vierte
Bremseinrichtung betätigt. Die Leistung wird in Gang 6 direkt von der Getriebeeingangswelle E auf die Turbinenradwelle 13 und damit auf den mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandler 5 übertragen.
In der Regel erfolgt bei Vergrößerung des Geschwindigkeitsverhältnisses die
Überbrückung des hydrodynamischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers 3 mittels der Uberbrückungskupplung 14. Die Leistung wird dann direkt von der Getriebeeingangswelle E auf die Turbinenradwelle 13 und damit auf den mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandler 5 übertragen. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler kommt somit nur im 1. und 2. Gang zum Einsatz.
Die drei Grundgangstufen werden somit durch den Gruppensatz 6 in jeweils zwei Teilgangstufen aufgesplittet, so daß letztendlich ein Mehrganggetriebe entsteht, im dargestellten Fall ein Sechsganggetriebe. Im einzelnen wird dies durch die wechselweise Betätigung der Schalteinrichtungen am 21
Gruppensatz 6 realisiert. In der jeweils ersten der beiden Teilgangstufen wird die vom mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandler 5 an dessen Abtriebsweile anliegende Leistung mit einem Übersetzungsverhältnis von 1 auf die Getriebeausgangswelle A übertragen. In der zweiten Teilgangstufe, welche jeweils auf die erste Teilgangsstufe folgt, erfolgt eine Übersetzung von der an dem Ausgang des mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers 5 anliegenden Drehzahl über den Gruppensatz 6 ins Schnelle.
Die in den Figuren 1 und 2 dargestellte Ausführung eines mechanisch- hydrodynamischen Verbundgetriebes 1 stellt eine vorteilhafte Ausführung beispielhaft dar. Die Anordnung bzw. Auslegung des mechanischen Drehzahl- ZDrehmomentenwandlers und/oder des Gruppensatzes 6 kann jedoch auch in anderer Weise erfolgen.
Die Fig. 3, 4 und 5 verdeutlichen mögliche Einbauvarianten des erfindungsgemäß gestalteten hydrodynamisch-mechanischen Verbundgetriebes 1 mit wenigstens zwei Abtrieben. Diese stellen mögliche Einsatzbeispiele dar, sollen jedoch nicht auf diese beschränkt sein.
Die Figuren 3a1 , 3a2 und 3a3 zeigen in schematisch vereinfachter Darstellung eine Anordnung eines erfindungsgemäß gestalteten Getriebes 33 in einem Ausschnitt einer Ansicht von Oben auf ein Fahrzeug 31 , insbesondere die Hinterachse 32. Der Heckantrieb wird über eine längseingebaute Verbrennungkraftmaschine 30 realisiert, welche mit dem hydrodynamisch- mechanischen Verbundgetriebe 33 gekoppelt ist, welches wiederum über den ersten Abtrieb A1 wenigstens mittelbar, d.h. über entsprechende, hier im einzelnen nicht dargestellte Mittel, beispielsweise eine Gelenkwelle, mit der Hinterachse 32 oder mit einem, in dieser integrierten Differential in Triebverbindung steht. Figur 3a1 verdeutlicht dabei einen Standard Busantrieb mit längs eingebautem Motor für Links- und Rechtsverkehr, der Achsantrieb erfolgt mittig. Der Abtrieb A1 ist koaxial zur Getriebeeingangswelle E 22
angeordnet.
Die Figuren 3a2 und 3a3 verdeutlichen Ausführungen für den Einsatz in Niederflurbusantrieben jeweils für Rechts- oder Linksverkehr. Die Koppelung zwischen Getriebe und Portalachse erfolgt in diesem Fall versetzt, um eine dritte Eingangstür zu ermöglichen.
Aus der in der Fig. 3b dargestellten möglichen Seitenansicht wird ersichtlich, daß der mögliche zweite Abtrieb A2 beispielsweise zum Antrieb einer Pumpe 34 in einem Winkel zum ersten Abtrieb Alangeordnet ist. Figur 3b verdeutlicht lediglich ein Beispiel, so daß andere Zuordnungen ebenfalls denkbar sind, beispielsweise parallel zu A1 oder in einem Winkel ungleich 90°.
Die Figur 4a verdeutlicht beispielhaft anhand einer Ansicht entsprechend Fig. 3a einen Anwendungsfall mit quer eingebauter Antriebsmaschine, beispielsweise in Form einer Verbrennungskraftmaschine 30. Der Abtrieb A1 ist dabei senkrecht zur Getriebeeingangswelle angeordnet. Der Abtrieb A2 - wie in der Figur 4b in einer Seitenansicht auf den Gegenstand der Fig. 4a - ebenfalls.
Figur 4a verdeutlicht einen Antrieb mit quer eingebauter Antriebsmaschine 30 und quer eingebautem Getriebe 33, bei welchem die Koppelung zwischen Getriebe 33 und Achse 32 mittels eines Wellenstranges realisiert wird, wobei der Wellenstrang über einen 90°-Winkeltrieb 35 mit dem Getriebe gekoppelt ist. Die Figur 4b verdeutlicht lediglich eine Möglichkeit der Anordnung der einzelnen Abtriebe A1 und A2 zueinander, hier beispielhaft in einem Winkel von 90°. Denkbar sind jedoch auch andere Winkel.
Die Figuren 5 verdeutlichen beispielhaft Anwendungsfälle mit einem geneigten Abtrieb A1. Die Figuren 5a1 bis 5a4 verdeutlichen dazu Busantriebe mit quer eingebauter Antriebsmaschine 30 und quer eingebautem Getriebe 33. Die 23
Koppelung zwischen Getriebe 33 und Achse 32 erfolgt über Winkelgetriebe 35. Entsprechend der Ausgestaltung der Winkelgetriebe 35 ist der erste Abtrieb A1 geneigt gegenüber der Getriebeachse ausgeführt. Die Aπlenkung an der Achse 32 über entsprechende Wellenstränge kann mittig oder aber versetzt gegenüber der Achsmitte erfolgen. Die Figuren 5a 1 - 5a4 verdeutlichen diesbezüglich unterschiedlichste Varianten. In Analogie gilt diese Aussage auch für die Ausführung der Antriebseinheit entsprechend Figur 5b1.
Figur 5c verdeutlicht beispielhaft eine mögliche Ansicht von rechts für die
Ausführungen entsprechend der Figuren 5a1 - 4a4 und 5b1. Der erste Abtrieb A1 kann dementsprechend geneigt gegenüber zwei Ebenen angeordnet sein.
Durch entsprechende Ausgestaltung der einzelnen Drehzahl- ZDrehmomentenwandlungseinrichtungen, insbesondere der Wahl der
Drehmomentenübertragungs- und Wandlungseinrichtungen kann entsprechend den Einsatzerfordernissen jede beliebige Zuordnung des Abtriebs, d.h. der einzelnen Getriebeausgangswellen zur Getriebeeingangswelle erzielt werden. Des weiteren können durch entsprechende Auswahl und Zuordnung von Winkeltrieben zum Getriebe die unterschiedlichsten Einbausituationen realisiert werden.
Die Figuren 6 verdeutlichen weitere Ausführungen mit quer eingebauter Antriebsmaschine 30. Im dargestellten Fall erfolgt die Anordnung über der Achse 32. Der Antrieb wird über den ersten Getriebeantrieb A1 realisiert, welcher über einen Kegeltrieb 38 (Figur 6b1) oder Stirnradsatz 39 ( Figur 6b2 mit der Achse 32 gekoppelt ist. Der Antrieb A1 ist hier senkrecht zur Getriebeachse und senkrecht zur Achse 32 angeordnet. Auch die Ausführungen gemäß Figur 6a und 6b stellen lediglich Beispiele dar.
Die Figur 7 verdeutlicht schematisch in vereinfachter Darstellung eine 24
Anwendung eines erfindungsgemäß gestalteten Getriebes in einem Allradantrieb 40 in einer Seitenansicht. Die Antriebsmaschine 30 und das Getriebe 33 sind im wesentlichen längs bezogen auf die Fahrtrichtung und geneigt im Bereich der Vorderachse 41 eingebaut. Der Abtrieb A1 des Getriebes 33 ist koaxial zu einer im Einzelnen nicht dargestellten
Getriebeeingangswelle angeordnet. Der zweite Abtrieb A2 ist im wesentlichen mittig bezogen auf das Getriebe 33 und senkrecht zur theoretischen Getriebeachse AS angeordnet. A1 ist mit der Hinterachse 32 und A2 mit der Vorderachse 41 gekoppelt. Das Getriebe 33 kann zur Realisierung dieser Funktion beispielsweise wie in der Figur 1 dargestellt ausgeführt sein.
Vorzugsweise werden in diesem Fall die Planetenradsätze 6 und 25 gleich ausgelegt werden. Der Allradantrieb kann permanent oder aber auch auf Wunsch zuschaltbar ausgestaltet sein. Die Zuschaltbarkeit wird dabei vorzugsweise über die den einzelnen Planetenradsätzen 6 und 25 zugeordneten Schalteinrichtungen realisiert.

Claims

25Patentansprüche
1. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgaπgverbundgetriebe 1.1 mit einer Getriebeeiπgangswelle (E) und einem Abtrieb; 1.2 mit einem hydrodynamischen Getriebeteil (2) und einem, diesem räumlich bezogen auf die Getriebeeingangswelle nachgeordneten mechanischen Getriebeteil (4), umfassend wenigstens eine Drehzahl- ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (5) ;
1.3 der mechanische Drehzahl-ZDrehmomentenwandler (5) umfaßt wenigstens zwei Planetenradsätze - einen ersten Planetenradsatz (7) und einen zweiten Planetenradsatz (8) -, wobei die Planetenradsätze derart ausgeführt und angeordnet sind, daß
1.3.1 jeweils ein Element des ersten Planetenradsatzes und des zweiten Planetenradsatzes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle (E) oder einem Element des hydrodynamischen Drehzahl-
ZDrehmomentenwandlers koppelbar ist und
1.3.2 jeweils ein weiteres zweites Element des ersten Planetenradsatzes mit einem weiteren zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes drehfest gekoppelt ist und diese Kopplung den Abtrieb des mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers bildet; gekennzeichnet durch das folgende Merkmal:
1.4 der mechanische Getriebeteil (4) umfaßt eine mechanische Drehzahl- ZDrehmomeπtenwandlungseinrichtung (6),
1.4.1 die mit dem Abtrieb des mechanischen Drehzahl- ZDrehmomentenwandlers gekoppelt ist und
1.4.2 deren Ausgang einen ersten Abtrieb (A1) des hydrodynamischmechanischen Mehrgangverbundgetriebes bildet.
2. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß der Abtrieb des mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers (5) mit einem 26
weiteren zweiten Abtrieb (A2) des hydrodynamisch-mechanischen Mehrgangverbundgetriebes koppelbar ist.
3. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2, gekennzeichnet durch die folgenden
Merkmale:
3.1 der mechanische Getriebeteil (4) umfaßt eine weitere zweite mechanische Drehzahl-ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (25) deren Ausgang den zweiten Abtrieb (A2) des hydrodynamisch- mechanischen Mehrgangverbundgetriebes bildet;
3.2 der Abtrieb (9) des mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers (5) ist mit einem Eingang der zweiten mechanischen Drehzahl- ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (25) gekoppelt.
4. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und/oder zweite mechanische Drehzahl-
ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (6, 25) als Gruppensatz für den mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandler (5) permanent oder zuschaltbar betreibbar sind.
5. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und zweite Drehzahl-ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (6, 25) identisch oder unterschiedlich entsprechend der Abtriebsgetriebeübersetzung aufgebaut und ausgelegt sind.
6. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und/oder zweite Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung (6, 25) jeweils wenigstens einen Planetenradsatz (10, 25), umfassend ein 27
Sonnenrad (10.1 , 25.1), ein Hohlrad (10.3, 25.3), Planetenräder (10.2, 25.2) und einen Steg (10.4, 25.4) aufweisen.
7. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach
Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Eingang der ersten undZoder zweiten Drehzahl-ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (6, 25) vom Steg (10.4, 25.4) gebildet werden.
8. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß ein Ausgang der ersten undZoder zweiten Drehzahl-
ZDrehmomentenwaπdlungseinrichtung (6, 25) jeweils vom Hohlrad (10.3, 25.3) der Planetenradsätze (10, 25) gebildet wird.
9. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die erste undZoder zweite Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung (6, 25) räumlich in Kraftflußrichtung von der Getriebeeingangswelle (E) zum Abtrieb (A1 , A2) betrachtet vor dem mechanischen Drehzahl-
ZDrehmomentenwandler (5) angeordnet sind.
10. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die erste undZoder zweite Drehzahl-ZDrehmomentenwandlungseinrichtung (6, 25) räumlich in Kraftflußrichtung von der Getriebeeingangswelie zum Abtrieb betrachtet hinter dem mechanischen Drehzahl- ZDrehmomentenwandler (5) angeordnet sind.
11. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die erste 28
undZoder zweite Drehzahl-ZDrehmomeπtenwandlungseiπrichtuπg (6, 25) schaltbar sind.
12. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, daß eine
Abtriebswelle des ersten Abtriebes (A1) parallel zu einer Abtriebswelle des zweiten Abtriebes (A2) angeordnet ist.
13. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, daß eine
Abtriebswelle des ersten Abtriebes (A1) in einem Winkel zu einer Abtriebswelle des zweiten Abtriebes (A2) angeordnet ist.
14. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Abtriebswelle des ersten Abtriebes (A1) in einem Winkel von 90° zur Abtriebswelle des zweiten Abtriebes (A2) angeordent ist.
15. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite
Element des ersten Planetenradsatzes (7) des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers (5) und das zweite Element des zweiten Planetenradsatzes (8) des mechanischen Drehzahl- ZDrehmomentenwandlers jeweils vom Steg (9) der Planetenradsätze (7, 8) gebildet wird.
16. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, gekennzeichnet durch das folgende Merkmal:
16.1 mit Mitteln zur wenigstens mittelbaren Kopplung des ersten Elementes des ersten Planetenradsatzes (7) und des ersten Elementes des zweiten Planetenradsatzes (8) mit der Getriebeeingangswelle (E). 29
17. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 16, gekennzeichnet durch folgende Merkmale:
17.1 das erste Element des ersten Planetenradsatzes (7) steht mit einem Leitrad (L1) des hydrodynamischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers (3) in Triebverbindung;
17.2 es sind Mittel vorhanden zur wahlweisen Koppelung des ersten Elementes des zweiten Planetenradsatzes (8) an das Turbiπenrad (T) undZoder die Getriebeeiπgangswelle (E).
18. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel zur wahlweisen Koppelung eine schaltbare Kupplungseinrichtung (14) ist.
19. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Element des ersten Planetenradsatzes (7) vom Sonnenrad (7.1) des ersten Planetenradsatzes (7) und das erste Element des zweiten Planetenradsatzes (8) vom Sonnenrad (8.1) des zweiten Planetenradsatzes (8) gebildet wird.
20. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Leitrad (L1) über einen Freilauf (16) mit dem Sonnenrad (7.1) des ersten Planetenradsatzes (7) des mechanischen Drehzahl-
ZDrehmomentenwandlers (5) gekoppelt ist.
21. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß ein zweites Leitrad (L2) des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers
(3) über einen weiteren zweiten Freilauf (18) mit dem Getriebegehäuse 30
(11) gekoppelt ist.
22. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 21 , dadurch gekennzeichnet, daß dem mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandler (5) eine Vielzahl von
Schalteinrichtungeπ (B1 , B2, B3, K1) in Form von Kupplungen undZoder Bremseinrichtungen zugeordnet sind.
23. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Element des ersten Planetenradsatzes (7) mittels einer ersten Bremseinrichtung (B1) feststellbar ist.
24. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 22 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß ein drittes
Element (7.3) des ersten Planetenradsatzes (7) mittels einer zweiten Bremseinrichtung (B2) festsetzbar ist.
25. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 22 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß ein drittes
Element (8.3) des zweiten Planetenradsatzes (8) mittels einer dritten Bremseinrichtung (B3) feststellbar ist.
26. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel zur wahlweisen Kopplung des ersten Elementes (7.1) des ersten Planetenradsatzes (7) mit dem ersten Element (8.1) des zweiten Planetenradsatzes (8) und damit jeweils der drehfesten Verbindung der Kopplungen des ersten Elementes des ersten und/oder zweiten Planetenradsatzes mit der Getriebeeingangswelle (E) und dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3) vorgesehen 31
sind.
27. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbuπdgetriebe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel eine Kupplungseinrichtung (K1) ist.
28. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbuπdgetriebe nach Anspruch 6, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
28.1 dem Planetenradsatz (10) der ersten Drehzahl- Zdrehmomentenwandlungseinrichtung (6) ist jeweils eine weitere vierte
Bremseinrichtung (B4) und eine weitere zweite Kupplungseinrichtung (K2) zugeordnet;
28.2 die vierte Bremseinrichtung (B4) ist mit dem Sonnenrad (10.1 , 34.1) des Planetenradsatzes (10) koppelbar; 28.3 die zweite Kupplungseinrichtung (K2) dient der Kopplung des
Sonnenrades (10.1) mit dem Planetenträger (10.4) des Pianetenradsatzes (10).
29. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 6 oder 28, gekennzeichnet durch die folgenden
Merkmale:
29.1 dem Planetenradsatz (25) der zweiten Drehzahl- Zdrehmomentenwandlungseinrichtung (25) ist eine weitere fünfte Bremseinrichtung (B5) und eine weitere dritte Kupplungseinrichtung (K3) zugeordnet;
29.2 die fünfte Bremseinrichtung (B5) ist mit dem Sonnenrad (25.1) des Planetenradsatzes (25) koppelbar;
29.3 die dritte Kupplungseinrichtung (K3) dient der Kopplung des Sonnenrades (25.1) mit dem Planetenträger (25.4) des Planetenradsatzes (25). 32
30. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 19 bis 29, dadurch gekennzeichnet, daß die als Bremseinrichtungen (B1 , B2, B3, B4, B5) undZoder Kuppluπgseinrichtungen (K1 , K2, K3) ausgeführten Schaltelemente in Lamellenbauart ausgeführt sind.
31. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 30, dadurch gekennzeichnet, daß der mechanische Getriebeteil derart ausgelegt ist, daß zwischen zwei aufeinanderfolgenden theoretisch einlegbaren Gangstufen
Gangstufensprünge mit einem Wert zwischen 1 ,1 und 1 ,5 erzielt werden.
32. Hydrodynamisch-mechanisches Verbund getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 31 , dadurch gekennzeichnet, daß die erste und zweite
Drehmomenten-/Drehzahlwandlungseinrichtung (6, 25) je nach Getriebenachschaltübersetzung derart ausgelegt sind, daß die am Ausgang des mechanischen Drehzahl-ZDrehmomentenwandlers (5) anliegende Leistung gleichmäßig auf beide Abtriebe (A1 , A2) aufgeteilt und übertragen werden können.
PCT/EP1999/001362 1998-03-06 1999-03-03 Hydrodynamisch-mechanisches mehrgangverbundgetriebe Ceased WO1999045295A1 (de)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19809472.8 1998-03-06
DE1998109472 DE19809472C2 (de) 1998-03-06 1998-03-06 Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe
DE29803789U DE29803789U1 (de) 1998-03-06 1998-03-06 Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe
DE29803789.0 1998-03-06

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO1999045295A1 true WO1999045295A1 (de) 1999-09-10

Family

ID=26044377

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP1999/001362 Ceased WO1999045295A1 (de) 1998-03-06 1999-03-03 Hydrodynamisch-mechanisches mehrgangverbundgetriebe

Country Status (1)

Country Link
WO (1) WO1999045295A1 (de)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6810770B1 (en) 1999-09-14 2004-11-02 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Unitary case for an angular drive
US6969336B1 (en) 1999-09-14 2005-11-29 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Transmission unit

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3264902A (en) * 1964-01-09 1966-08-09 Gen Motors Corp Transmission
DE3604393A1 (de) * 1985-02-12 1986-08-14 Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho, Neyagawa, Osaka Automatikgetriebe
DE3610577A1 (de) * 1985-10-16 1987-04-16 Aisin Warner Automatisches getriebe
DE3714334A1 (de) * 1986-04-30 1988-01-14 Mazda Motor Fahrzeug mit vierradantrieb
US4738159A (en) * 1983-11-14 1988-04-19 Aisin-Warner Ltd. Four-wheel drive automatic transmission
US5078660A (en) * 1991-04-23 1992-01-07 New Venture Gear, Inc. Transfer case limited slip planetary differential
EP0684153A1 (de) * 1993-12-16 1995-11-29 Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha Aufbau eines verteilergetriebes

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3264902A (en) * 1964-01-09 1966-08-09 Gen Motors Corp Transmission
US4738159A (en) * 1983-11-14 1988-04-19 Aisin-Warner Ltd. Four-wheel drive automatic transmission
DE3604393A1 (de) * 1985-02-12 1986-08-14 Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho, Neyagawa, Osaka Automatikgetriebe
DE3604393C2 (de) 1985-02-12 1992-03-26 Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho, Neyagawa, Osaka, Jp
DE3610577A1 (de) * 1985-10-16 1987-04-16 Aisin Warner Automatisches getriebe
DE3714334A1 (de) * 1986-04-30 1988-01-14 Mazda Motor Fahrzeug mit vierradantrieb
US5078660A (en) * 1991-04-23 1992-01-07 New Venture Gear, Inc. Transfer case limited slip planetary differential
EP0684153A1 (de) * 1993-12-16 1995-11-29 Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha Aufbau eines verteilergetriebes

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6810770B1 (en) 1999-09-14 2004-11-02 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Unitary case for an angular drive
US6969336B1 (en) 1999-09-14 2005-11-29 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Transmission unit
DE10042472B4 (de) * 1999-09-14 2006-04-06 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Getriebegehäuse mit einem Einheitsgehäuse für einen Winkeltrieb
US7210375B2 (en) 1999-09-14 2007-05-01 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Unitary case for an angular drive

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE60216373T2 (de) Hybridantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs
EP3645327B1 (de) Hybridantriebsvorrichtung
DE3935570C2 (de) Gangwechselgetriebe für Kraftfahrzeuge
EP1058796B1 (de) Hydrodynamisch-mechanisches mehrgangverbundgetriebe, insbesondere 6-gang-wandlerautomatgetriebe
EP2470392B1 (de) Verteilergetriebe
DE10162888A1 (de) Mehrstufengetriebe
DE10250373A1 (de) Automatikgetriebe
DE10162877A1 (de) Mehrstufengetriebe
DE3134259A1 (de) Lastschaltgetriebe mit retarder
DE19727153A1 (de) Mehrganggetriebe, insbesondere Sechsgang-Getriebe
DE69608945T2 (de) Getriebe mit gekuppelten Umlaufrädersätzen
DE69413672T2 (de) Aufbau eines verteilergetriebes
DE69609292T2 (de) Getriebe mit einfachen Umlaufrädersätzen
EP3100889A1 (de) Getriebe für ein kraftfahrzeug, sowie antriebstrang für ein hybridfahrzeug mit einem solchen getriebe
EP1456563A1 (de) Mehrstufengetriebe
EP0980324B1 (de) Hydrodynamisch-mechanisches verbundgetriebe
DE10162880A1 (de) Mehrsturfengetriebe
DE19907037C2 (de) Hydrodynamisch, mechanisches Verbundgetriebe
DE19828152A1 (de) Antriebsstrang eines 5-Gang-Automatikgetriebes
DE102021210740B3 (de) Getriebe für ein Fahrzeug sowie Antriebsstrang mit einem solchen Getriebe
DE19809472C2 (de) Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe
DE19809467C2 (de) Hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe
WO1999045295A1 (de) Hydrodynamisch-mechanisches mehrgangverbundgetriebe
DE19758285B9 (de) Automatisch schaltbares Fünfganggetriebe
WO2003054421A1 (de) Mehrstufengetriebe

Legal Events

Date Code Title Description
AK Designated states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): CA JP KR US

AL Designated countries for regional patents

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LU MC NL PT SE

DFPE Request for preliminary examination filed prior to expiration of 19th month from priority date (pct application filed before 20040101)
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: KR

122 Ep: pct application non-entry in european phase
NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: CA